寶雞第二發(fā)電有限公司2號機組循環(huán)水泵運行方式的優(yōu)化

寶雞第二發(fā)電有限公司2號機組循環(huán)水泵運行方式的優(yōu)化寧偉(寶雞第二發(fā)電有限責任公司,陜西寶雞721008)由摘要:火力發(fā)電廠(chǎng)的循環(huán)水系統直接影響到機組的真空,而循環(huán)水泵的耗電量在給水泵原動(dòng)機采用小汽輪機●|驅動(dòng)的大型機組中占有較大的份額。根據寶雞第二發(fā)電公司2號機組凝汽器與循環(huán)水系統的實(shí)時(shí)運行數據,應用最佳真空的計算模型計算循環(huán)水泵在不同運行方式下機組的凈增功率,并依據計算結果確定循環(huán)水泵的運行方式，進(jìn)而為循環(huán)水系統優(yōu)化調度提供理論依據。關(guān)鍵詞:循環(huán)水泵;計算模型;機組微增出力;循環(huán)水泵耗功中團分類(lèi)號:TH311文獻標志碼:A文章編號:1673- -7598(2007)12-0055- -040引言1最佳真空的計算模型在運行負荷、循環(huán)水進(jìn)口溫度- -定的條件下,機1.1理論優(yōu)化組排汽壓力隨著(zhù)循環(huán)水流量的改變而改變，而循環(huán)由于現場(chǎng)試驗條件的限制(如循環(huán)水量無(wú)法精水流量的變化直接影響到循環(huán)水泵的耗功。理論上,確測量),有時(shí)無(wú)法通過(guò)實(shí)驗的方法測定機組的最佳循環(huán)水量增加，機組背壓減小，機組出力增加,供電背壓，因此對循環(huán)水系統進(jìn)行理論優(yōu)化仍是目前較煤耗率降低,但同時(shí)循環(huán)水泵的耗功也相應增加,又為常用的優(yōu)化手段。循環(huán)水系統優(yōu)化運行的目標函引起供電煤耗率增加。所以，只有在增加循環(huán)水流量數是在汽輪機熱耗量不變的前提下，汽輪機組發(fā)電使汽輪機的微增出力大于循環(huán)水泵由此多耗的功率量與循環(huán)水泵耗電量的差額為最大，因此需要知道時(shí),增加循環(huán)水流量才是合理的。尤其是處于極限真汽輪機出力與真空的關(guān)系?？諘r(shí),再增加循環(huán)水流量,將會(huì )得不償失。因此,提高1.1.1 循環(huán)水泵工作點(diǎn)的確定機組真空、獲取凈增效益最大化,是循環(huán)水系統優(yōu)化循環(huán)水泵的工作點(diǎn)就是循環(huán)泵揚程與系統阻力運行的根本目的。特性的交點(diǎn)。由于系統的阻力特性隨流量發(fā)生變化，通過(guò)機組微增出力與背壓關(guān)系得出不同循環(huán)水故在不同的工況下,循環(huán)泵的工作點(diǎn)是不同的。該文流量下機組出力的增量,同時(shí)由循環(huán)水泵耗功方程根據以下幾點(diǎn),確定循環(huán)水泵工作點(diǎn)"。計算出相應流量下循環(huán)水泵功率增量,可以得到各(1)循環(huán)泵揚程特性流量下機組微增出力與耗功增量差,此差值的最大根據設備廠(chǎng)家提供的數據和特性曲線(xiàn),采用平值對應的凝汽器真空為該負荷和冷卻水溫下的最佳方逼近程序擬合可得到循環(huán)泵的揚程特性方程式:技真空。寶雞第二發(fā)電有限責任公司2號機組在實(shí)際運H=d2W2+dW+do(1)行中,循環(huán)水流量為不連續調節,采用調整并聯(lián)運行式中:H,為循環(huán)泵揚程,MPa;d為擬合特性曲線(xiàn)系的循環(huán)水泵的臺數來(lái)改變循環(huán)水流量。應用最佳真數,諏0、1、2; w為循環(huán)水流量, m2/s。用空的計算模型熱力學(xué)方法可以得到2號汽輪機組排(2)管路系統特性汽壓力(凝汽器真空)變化量與機組相對熱耗率的計系統管路特性由靜壓頭、管路阻力和凝汽器水算公式,進(jìn)-一步計算出對機組微增功率的影響程度，阻3部分構成?？杀硎鰹?依據兩種循環(huán)水泵運行方式下對應的循環(huán)水流量和中國煤化工(2)實(shí)測的循環(huán)水泵耗功量推論出應采取的方式，從根式中:HYHCN M H G靜壓頭,MPa;H。本上解決了循環(huán)水泵的優(yōu)化調度問(wèn)題。為管路阻力, MPa;H,為凝汽器水阻, MPa。收稿日期:2007-09-03作者簡(jiǎn)介:寧偉( 1972-) .男，河南洛陽(yáng)人,工程碩士,研究方向為電廠(chǎng)熱力系統節能降耗。556交流答與(3)工作點(diǎn)的確定式中:N;為機組負荷, MW。用在循環(huán)泵工作點(diǎn)上,H=Hr,故有:1.2.2凝汽器變 工況特性H,=H:+H[+H。(3)由試驗可得出不同循環(huán)水人口溫度條件下,機可轉化為dW2+d,W +dg=0的形式求出W。組負荷不同時(shí)凝汽器壓力與循環(huán)水流量的關(guān)系:1.1.2 循環(huán)水泵耗功方程P=flN.2,W)(9)根據泵性能曲線(xiàn)數據,泵耗功由下式可得:式中:為循環(huán)水人口溫度,C。EN,=pgWHnmnpx10*(4)1.2.3循環(huán)水泵耗功∈式中:N,為循環(huán)水泵耗功, kW ;p為密度,kgm';g為重通過(guò)改變循環(huán)水泵運行方式(改變水泵的啟停力加速度,m/s;n,為電機效率;n為水泵效率。臺數),得出循環(huán)水流量與耗功的關(guān)系:1.1.3微增出力與背壓的關(guān) 系Nzf(W)(10)機組微增出力與背壓的關(guān)系可表述為:1.2.4最佳真空計算ON;=fD,P)最佳運行背壓(真空)是以機組功率、循環(huán)水入式中:AN,為機組微增出力, kW ;D為汽輪機排汽量,口溫度、循環(huán)水流量為變量的目標函數。在量值上為Vh;P,為機組背壓, kPa。機組功率的增量與循環(huán)水泵耗功增量之差,即:上述數據既可由理論計算得出,也可由實(shí)驗數FQN.or,WV)=ON,-ANp(11)據擬合得出。理論公式計算如下:當FEWNzunWV)=0時(shí)的循環(huán)水量對應的機組背aW(1)當P>P0時(shí)壓即為最佳值,即:AN;a093X。Akcf(N.P) . dP。_ dONk-1)-aP. w- aW帆-1)ucosBhxD.xD=093(5)VhPoV.l\p) -1“862循環(huán)水泵運行方式的優(yōu)化式中:P。為臨界背壓, MPa;X。為平均干度,取0.88;A為熱功當量系數;k為絕熱指數;a為音速,m/s;為速對于2號機組循環(huán)水系統來(lái)說(shuō)，循環(huán)水人口溫度系數;λ為多變指數;u為動(dòng)葉平均直徑處圓周速度、循環(huán)水流量凝汽器的清潔程度以及汽輪機排汽度,m/s ;B2為汽輪機葉片出口角,();n。為機械效率; .流量影響著(zhù)機組的真空。實(shí)際運行時(shí),采用調整并聯(lián)η.為發(fā)電機效率; Va為臨界比容,m?/kgo運行的循環(huán)水泵的臺數來(lái)改變循環(huán)水流量,能夠實(shí)(2)當Po>P,>P*時(shí)現凝汽器真空的理想狀況2。N_0.93x.IDn.nlx2.1由循環(huán)水流量變化值計算機組功率的變化' 918x3600汽輪機排汽壓力偏離其最佳值會(huì )使機組熱耗率sinBr -coBr | (6)增大。在汽輪機入口蒸汽參數不變的情況下,排汽壓V周|一系骨量骨”力的變化會(huì )使機組的平均放熱溫度改變。在不考慮(3)當P,≤P*時(shí)排汽壓力變化對機組內效率影響時(shí)，由于排汽壓力的偏離使循環(huán)熱力學(xué)平均放熱溫度改變，從而使相Ny=093X, DongmxV/告((-sinB)F-coP. (7)對熱耗率增大或減小。故:918x3600式中:P為極限背壓, MPa;X為最后一級噴嘴的蒸汽Oq/q=f(Op)(13)干度;V為比容,m2/kg。式中:Aq為熱耗率, kJ/(kWh);q為熱耗,kJ;Ap。為排1.2試驗優(yōu)化汽壓力偏差,kPa。凝汽器:最佳真空可以通過(guò)機組微增出力試驗和在循環(huán)水人口溫度與汽輪機排汽流量相同的條循環(huán)水泵耗功試驗優(yōu)化得到,具體計算方法如下::于2臺泵運行、3臺泵1.2.1 微增出力與凝汽器壓力的關(guān)系中國煤化工變化分析如下:TH。CNMH G:通過(guò)試驗,得出機組在不同負荷下微增出力與凝汽器壓力的關(guān)系:Oq=Qo IP。(14)ONz=f(N。P)(8)式中 :Q為汽輪機熱耗,k;P為發(fā)電機功率,kW。Q主要與汽輪機蒸汽初參數和給水參數有關(guān)，臺泵運行方式耗電更多。隨著(zhù)機組負荷的增加,3臺可認為是定值。由此得到以下計算公式:泵運行方式比2臺泵運行方式的凈增功率增加并不AP_1___ 1(15)顯著(zhù)。直到機組負荷達到80%時(shí),機組的凈增功率Op .僅為5 kW。但實(shí)際上,由于機組循環(huán)水人口溫度會(huì )9隨季節的不同而發(fā)生變化，當環(huán)境溫度有所變化時(shí),綜合式(14).(15)得到:參照上述分析方法，可進(jìn)-一步分析不同循環(huán)水人口fAp)AP= DP。(16)溫度下機組不同負荷、不同循環(huán)水泵運行方式對機這樣就可以通過(guò)排汽壓差和實(shí)測的汽輪機發(fā)電組凈增功率的影響。通過(guò)計算,所得結果如圖1所示。功率得出發(fā)電機功率變化值。5 0000循環(huán)水泵兩種運行方式下對應的循環(huán)水流量為35C4 000W(i=1,2),當凝汽器熱負荷D(汽輪機排汽流量)可實(shí)測時(shí),可以分別計算出其對應的循環(huán)水溫升At。和凝3 0001 30t汽器傳熱端差8r，從而進(jìn)-一步計算出汽輪機的排汽2 000溫度t。I 000根據排汽溫度t,得到凝汽器壓力的計算公式:20tP.=0.009 81x( 5t100(17)150 180 210 2402703057.66機組負荷/MW由式(17)得到不同循環(huán)水流量下汽輪機排汽壓力,進(jìn)一步得出對應的排汽壓力偏差值Ap.,并由此圖1不同循環(huán)水 泵運行方式的發(fā)電功率差得到不同循環(huán)水流量下發(fā)電機功率的變化值。2.2循環(huán)水泵耗功量的確定3結論循環(huán)水流量與泵耗功的關(guān)系:N=-2x106W7+8.56x10-W +606.16(18)(1)在相同循環(huán)水入口溫度下,機組負荷增大,根據式(18)可以計算出不同運行方式下循環(huán)水機組凈增功率逐漸增大;并 且,在不同機組運行負荷泵的耗功，由兩個(gè)耗功量得到循環(huán)水泵運行方式下，對應于不同的循環(huán)水流量有其最佳的循環(huán)水泵不同時(shí)的耗功量差值SP。運行方式。不同循環(huán)水入口溫度下,不同運行方式的比較(2)循環(huán)水泵運行方式應根椐機組運行工況合在2臺循環(huán)水泵運行或3臺循環(huán)水泵運行時(shí),它理選擇:負荷不高、循環(huán)水人口溫度較低時(shí),機組凈們對應的流量分別為23 300 th和33 500 th。采集不增功率為負值,采用2臺泵運行方式比較合理。隨著(zhù)同負荷下對應的數據:循環(huán)水人口溫度uw、循環(huán)水出負荷的增加循環(huán)水入口溫度依舊不高的情況下，機口溫度k2、凝汽器壓力下的飽和溫度t.凝汽器進(jìn)汽組凈增功率雖然逐漸增大,但不夠顯著(zhù),此時(shí)仍選擇量(凝汽器熱負荷)D。.2臺泵運行的真空值.、3臺泵2臺泵運行方式。在較高負荷、循環(huán)水人口溫度偏高運行的真空值p心、兩種運行方式下的機組微增出力(夏季)的情況下,為使機組凈增功率平穩,應選擇3Ap.循環(huán)水泵耗功Op。以及凈增功率Ap ,可以得出不臺泵運行方式,如圖2所示。同循環(huán)水人口溫度下不同運行方式的比較結果。30r -當循環(huán)水入口溫度相同時(shí),在凝汽器運行過(guò)程用中,對真空影響較大的運行參數主要有:循環(huán)水人口280-溫度、凝汽器熱負荷和循環(huán)水流量。凝汽器熱負荷他262臺運行區.3臺運行區.隨著(zhù)機組運行工況的改變而變化,不能成為調節凝汽器真空的手段。在無(wú)法降低循環(huán)水人口溫度的前200 |中國煤化工提下,只能通過(guò)改變循環(huán)水泵的運行方式來(lái)達到降MHC NMHG233 34 35低凝汽器真空的目的。在機組運行負荷與循環(huán)水人一小四風(fēng)口溫度都較低時(shí),3臺泵運行方式和2臺泵運行方式圖23臺循環(huán)水泵 和2臺循環(huán)水泵的切換界限下機組的凈增功率為負值,此時(shí)3臺泵運行方式比2(3)通過(guò)計算凝汽器真空偏差對機組相對熱耗58交率的影響，可進(jìn)一步推算出其對機組發(fā)電功率的影[2] 葉榮學(xué)利用計算機確定循環(huán)水系統最佳運行方式[J]熱應響。通過(guò)不同循環(huán)水泵運行方式下耗功差的比較,力發(fā)電,2001,30(8); 10-12.得出不同循環(huán)水泵運行方式凈增功率的計算公式，[3] PILLA R.P., SUCAY E.J. Smaret Operalor' s Aid for從而為循環(huán)水系統優(yōu)化運行提供依據。Power Plant ptimization [C]. Proceedings of the Conferenceon Expert Systems Applications for the Electric PowerIndustry, 1991, 467-485.參考文獻4] 胡洪華,居文平，黃延輝.大型電站雙背壓凝汽器優(yōu)化運行[1] DOUGLAS J.S. Inelligent Computer Systems Enbance的研究和實(shí)踐[]熱力發(fā)電, 2003,32(3):8-11.Power Plant Operations Power Engineering ,1989,9(12): .(責任編輯韓小寧)285- -264.Optimization of Circulating- water Pump Operation Modein No.2 Unit of Baoji No.2 Power Generation Co., LtdNING Wei(Baoji No.2 Power Generation Co., Ltd, Baoji 721008, China)Abstract: Circulating water sysem in thermal power plant has drecdly aected the vacum of unit. Power consumption of circulating-water pump has larger share in large-size unit that prime motor of feed water pump is driven by auxiliary turbine. In accordance withreal-time operation data of condenser & circulating- water system in No.2 unit of Baoji No.2 Power Generation Co. Ltd, net powerincrement under dfferent operation mode is calculated by applying optimal vacuumn calculation model. The operation mode ofcirculating water pump is determined in accordance with calculation resul, and theoretical basis is supplied for the optimaldispatching of circulating- water system. .Key words: circulating- water system; cealculation model; unit output correction; power consumption of circulating -water pump中國煤化工MYHCNMHG